【《某按摩轮椅的参数计算案例》5100字】

某按摩轮椅的参数计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u500某按摩轮椅的参数计算案例 1248241.1电机的选择 1106571.2电机参数的选择 31901.3减速器的选择 53991.4按摩传动的设计 6246551.4.1电机选择 613771.4.2传动系统的运动和动力参数 6254441.4.3蜗轮蜗杆设计 8281951.4.4齿轮设计 10312981.5轴的设计 14165781.5.1蜗杆轴的设计 1473851.5.2齿轮轴的设计 17269481.6轴承的选用及校核 20214091.7蓄电池选择 221.1电机的选择（1）步进电机步进电机的功能性好，可以通过脉冲信号的接收将信号转变为角位移或者是线位移，凭借这一点就很适合按摩轮椅在行驶和按摩模块的驱动，根据脉冲信号的脉冲频率和脉冲数来控制电机的转速。如果取用开环控制，电机会因为结构简单而节省大量辅助康复轮椅的开支。缺点是如果控制不当的话容易产生共振，超过负载的话会破坏同步，工作时也会发出振动和噪音。图1.1步进电机（2）直流永磁高速电机直流电机的控制效果还是很好地，主要工作是将直流的电能转化为机械能，在外界的控制下可以平滑的调整速度，不需要和其他硬件配合，只需要改变输入电压电流就可以调速，可以说是比较经济型。但是自身的结构制造还是很复杂的，如果按摩轮椅选用此电机则会增加一定的重量，这会使按摩轮椅负重更多，所以不适合选用。图1.2直流电机（3）无刷直流电机无刷直流电机与上文两种电机相比较，功能方面更为完善，是一种机电一体化的产品。无刷直流电机又称换向电机，以电子换向代替了传统的机械换向，这更为实用，且性能可靠，寿命比普通电机强上许多，传动效率高，体积小。更适合按摩轮椅后轮的驱动。图1.3无刷直流电机综上所述，选择无刷直流电机作为按摩轮椅的主要驱动装置，其驱动的主要部件有电动推杆、按摩头、轮椅后轮。1.2电机参数的选择电机主要驱动按摩轮椅的后轮，当然不是直接驱动，中间还有减速机，通过一系列的传动驱动后轮在道路行驶，行驶的时候要克服重力做功，其所需的功率一般比平地行走所需的功率要大。根据设计要求，假设设计出的按摩轮椅的重量是40kg，普通老年人的重量为60kg。按摩轮椅后轮的半径为0.11m。首先确定输出电机的功率P：其中Pw为各种不同工作台中电动机所驱动要求的整体功耗；η其中，Fr为克服重力做功时的工作阻力，这个阻力会根据地面复杂程度，且假定为线性变化。根据资料查询国家标准电动轮椅的速度是不超过8公里每小时，所以假设速度为v确定各部分效率：带架轴承传动效率（一对）η1=0.99，联轴器效率η2传动装置的总效率η应为组成传动装置的各个运动副效率的连乘积电机需经过联轴器、减速机和轴承才能将转矩传递到后轮，所以总效率为η电机功率P综上所述，电机应选取功率大于0.306kw表1.1电机参数表电机型号额定功率（kw）额定扭矩（）额定转速（rpm）额定电压（V）FBLM86-6600.662.1300048图1.4FBLM86-660电机假设按摩轮椅和老年人的总重量由万向轮和承重轮按照不同比例承担，万向轮承受40%的运动系统重量，由于前轮较小，所以所承受的力臂短，就设为40%，则承重轮承受60%的运动系统重量。地面的滑动摩擦平衡系数一般大约为0.02。万向轮所承受的压力N承重轮所承受的压力N轮子在地面所受到的滑动摩擦力F1FF如果按摩轮椅在电动行驶下的总传动比定义为i总=90M=G×L=100×9.8×0.2=196N·mM=扭矩相差7N因为要有两组轮子分别承重.M每个轮子通过计算得到的驱动力为：F=根据上述公式比较结果可知，驱动力合理，假设正确。1.3减速器的选择减速器的种类有很多种，再根据本设计选用减速机的同时，对比了几种实用的减速器，我认为谐波减速机是按摩轮椅最佳选择。它的主要部分是基于依靠小型柔性驱动齿轮所设计所制造，它能够自动管理和输出一种可以被自动管制的小型齿轮变形波，使刚性齿轮与柔轮之间的两个齿相对错齿来传递动力的驱动力及其他运动。(1)传动速度比重大，它不仅可以用于减速运行，也可用于增速，适用领域广泛。(2)在传动过程中减速器可以承受较大的载荷，保持运行的平稳性。(3)安装方便，结构简单。(4)利用柔轮柔性的特点，可在比较密集的空间传递运动因此，根据上述可选用谐波减速器与无刷直流电机配合工作。由无刷直流电机相关数据可知减速器电机功率选400W，减速比35，因此选择的减速器减速比要比35大，电机轴11由以上数据初步选择型号为FHA−−BC，减速比50，重量0.4kg，最大电流3.3A，容许力矩负载表1.2减速机型号表1.4按摩传动的设计1.4.1电机选择按摩传动设计的电机选型应要考虑按摩头的转速，不能太快，应选择转速在1500转左右的电机，而且还需要一个驱动单头和两个驱动双头的小转矩、小功率直流电机来作为驱动。电动机数据如下表所示：表1.3电机参数品牌：HYT产品类型：无刷直流电动机型号：DS05L30KA01级数：4级额定功率：0.45额定电压：5额定转速：1440产品认证：IOS9001根据设计要求，按摩轮椅的重量较大、所以要运动起来并不容易，需要转速和扭矩较大的电机，所以确定转速n为60r/min；本设计选用蜗轮蜗杆作为按摩头的减速装置，选用的蜗轮蜗杆传动比范围为10~40；按摩头的转速在600r/min~2400r/min电机选择的合适，符合按摩需要达到的需求。1.4.2传动系统的运动和动力参数首先根据电机转速计算传动比：ia=n根据按摩轮椅设计要求分配减速各级传动比，首先电机连接的是蜗杆轴，设蜗杆轴的传动比为i1=15.5所以第二级的齿轮传动比为i各轴的转速的计算：1轴是蜗杆轴，与电机直接相连为高速轴；2轴是蜗轮轴，是经过减速后的低速轴；3轴是从动齿轮轴，也是低速轴。电机轴：nM蜗杆轴：n1蜗轮轴：n2从动齿轮轴：n3各轴的输入功率的计算从动齿轮轴：P3蜗轮轴：P蜗杆轴：PP各轴的输入转矩的计算电动机输出转矩T蜗杆轴：T蜗轮轴：T从动齿轮轴：T3=将所有轴的转速和转矩参数的计算进行整理，结果如下表：表1.4各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/N·m转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴0.312.961144010.99蜗杆轴0.4422.931144015.50.792蜗轮轴0.3535.967从动齿轮轴0.34115.9蜗轮蜗杆设计（1）选择材料、热处理方式鉴于同时考虑到承受齿轮的蜗杆的横向传动所承受的传递的力不大，所以功率不打，速度相对较高，采用45号钢作为材料制造，调制硬度处理，冶炼钢的硬度为230HBW。假设相对滑动速度vS（2）选择蜗杆头数z1和蜗轮齿数由机械手册，蜗轮蜗杆计算部分参照表可知，按照i=15.5计算，齿数：z2=i（3）按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径d根据按摩机芯的按摩情况确定，载荷应平稳运行，所以载荷系数选为K根据上表所示，蜗轮转矩应为蜗轮轴上的转矩，即2轴输入转矩：T确定蜗轮的许用接触应力，根据公式得σHP=根据查询导热系数ZVS=0.92根据公式解得许用接触应力σ确定蜗杆分度圆直径，根据公式计算得m所以选取模数m=10，（4）确定蜗轮分度圆直径d（5）根据上述模数可知q=10，可确定蜗杆的导程角γ=arctanZ1（6）根据模数确定蜗轮齿宽b（7）根据电机速度以及蜗杆的分度圆直径确定蜗杆圆周速度V（8）根据上式得出的蜗杆圆周速度确定蜗杆的相对滑动速度V（9）验算应力是否合格根据设计查表可知当量摩擦角ρ根据当量摩擦角可以确定摩擦系数μ验算：根据齿面接触应力校核接触应力公式为σ确定弹性系数ZE=155MPa；确定使用系数KA=1，由于蜗轮圆周速度vσσH（10）热平衡计算蜗轮蜗杆的啮合效率为η所以根据计算解得总效率η=假设油温t=70oK=15W/(所需的散热面积A=0.33(若按摩机芯的散热面积不足此值，则需加散热片，装置风扇或采取其他散热冷却方式确定蜗轮蜗杆运行时的工作温度：tt11.4.4齿轮设计（1）选择齿轮的类型，精度级别，材料及齿数选用传动方式为锥齿轮传动；速度较高，故选用8级精度；材料选择。材料都为45号钢，硬度平均为236HBW根据机械设计手册计算如下：（2）初步计算传动主要尺寸：d根据表1.4所示，蜗轮转矩应为蜗轮轴上的转矩，即3轴输入转矩：T得T确定公式内各计算数值确定齿宽系数ψd=0.9，查表并根据齿面硬度要求可得大齿轮和小齿轮的接触疲劳强度极限分别为σHlim1=710MPa，σHlim许用接触应力由公式计算得σσ初步计算小齿轮直径：d取d（3）根据上述确定的齿宽系数以及小齿轮直径确定齿宽b=（4）根据确定的齿轮直径和表1.4的3轴输出速度可确定圆周速度v=（5）初步确定模数精度等级：8级取z1=10zd取mn=4（6）通过许用接触应力校核由于按摩机芯运行均匀平稳，偶尔有人体的冲击所以确定使用系数为KA查表可知齿间的力为1004N，所以通过计算可得齿间载荷分配系数Ft=1004.66N根据上式得出齿间载荷分配系数可确定齿向载荷分布系数KK查表得节点区域系数ZH=2.28根据查表得重合度系数公式，计算得ααα由于无变位，端面啮合角αεε所以Z根据上式计算可得重合度系数为0.738将上述查表和计算得到的系数代入许用接触应力式σσH（7）通过许用弯曲应力校核根据大齿轮和小齿轮的齿数计算齿形系数得zz查表得大齿轮齿形系数为YFa1经过查表可知应力修正系数YSa1=1.63，通过齿宽和齿顶高可知齿向载荷分布系数bh=许用弯曲应力由式得σ其中YX1由表查得弯曲疲劳极限应力σFlim1查得寿命系数YNT1代入得σσ许用弯曲应力由式得σ解得σσ满足疲劳强度。通过上述计算得到齿轮的传动尺寸如下表：表1.5齿轮主要传动尺寸模数m2.0压力角α20°螺旋角β14.53°分度圆直径ddd齿顶高hh2.0齿根高hh2.5齿顶间隙CC=0.25m=0.25×2.00.5齿根圆直径ddddd中心距aa=25齿宽bbbbb齿顶圆直径ddddd1.5轴的设计1.5.1蜗杆轴的设计图1.4蜗杆轴示意图（1）各段的直径的确定d①为电机轴通过联轴器后的尺寸，所以设根据公式查询可知定位轴肩h=(0.07~0.1)d轴的材料选用为45号钢，所以C取112d≥C所以d①d②为蜗轮蜗杆的啮合处，按照标准轴应取蜗杆齿底圆高度与第三段相同为24mmd③为非定位轴肩，取d④为非定位轴肩，取（2）各段长度的确定L①放置联轴器，取L②为蜗杆，取L③为非定位轴肩，L④为非定位轴肩，表3-6（a）轴段直径表dddd15242415表3-6（b）轴段长度表LLLL2950mm36mm30（3）蜗杆轴的强度校核受力分析图如图所示图1.5受力分析图根据图1.5可知蜗杆轴的转矩为：T根据蜗杆轴的转矩和力臂可计算出圆周力F根据蜗杆轴所受转矩和力臂可计算得出径向力F根据公式计算轴向力F根据受力分析图可计算得出垂直面反力FF根据受力分析图水平面反力FF根据机械设计手册可确定应力校正系数查得载荷σ−1b=60解得应力校正系数α=根据轴径公式d校核所得的最大弯矩为d[d图1.6蜗杆轴的受力分析图1.5.2齿轮轴的设计轴的尺寸图如1.7所示图1.7轴的尺寸图（1）各段直径的确定d①为小齿轮的轴孔尺寸，所以为小齿轮的内径，估算轴径d≥C取d所以d①d②为非定位轴肩，取d③也为定位轴肩，安装轴承的位置所以d③d④为定位轴肩，d⑤为非定位轴肩，取d⑥定位轴肩，是大齿轮的内径，（2）各段长度的确定L①为与小齿轮连接处，取L②为非定位轴肩，取L③也为非定位轴肩，取L④为定位轴肩，取L⑤为非定位轴肩，取L⑥为与大齿轮连接处，取表1.7（a）轴段直径表dddddd81012151810表1.7（b）轴段长度表LLLLLL1087mm2118（3）齿轮轴强度校核根据表1.4可知齿轮轴的转矩由此可计算出齿轮圆周力F根据上式计算得出的齿轮圆周力可根据公式计算得出齿轮径向力F根据计算得出的齿轮圆周力可根据关系计算得出齿轮轴向力F根据蜗轮受力情况分析，可根据力矩力臂算出蜗轮圆周力F在1.5.1中计算得出过蜗杆径向力，它与蜗轮径向力相等F在1.5.1中通过计算得到过蜗杆圆周力，它与蜗轮轴向力相等F轴受力图如图1.8所示：图1.8轴受力图轴的载荷受力分布图如图1.9所示通过力矩力臂的计算可得出垂直面反力FH1=−29.013通过力矩力臂的计算可得出水平面反力FV1=−22.937图1.9轴的载荷分布图根据机械设计手册可确定应力校正系数σ−1b=75解得应力校正系数α=查表可知，根据轴径公式得d校核所得的最大弯矩为d设计时由于有弹键的削弱，所以[[d1.6轴承的选用及校核1、蜗杆轴轴承的选择蜗杆轴根据机械设计手册选用的支撑方式是采用一端固定一端游动。固定两端采用角接触球轴承，以同时承受蜗杆的轴向应力，轴径初选7211AC，游动端轴承部分采用一个深沟球轴承，只承受蜗杆径向力，轴径初选6202。校对审核如下：查机械设计手册得7211AC轴承主要性能参数：α=25°；CCNCCN经